钳盘式制动器

2024-08-14

钳盘式制动器（共7篇）

钳盘式制动器篇1

0引言

汽车制动器主要分为盘式制动器和鼓式制动器,是汽车制动系统的主要零部件。盘式制动器由于其热稳定性好、水稳定性好、制动力矩平稳、制动块上压力分布均匀、噪声低等优点在汽车行业中得到了广泛应用[1]。由于汽车制动性能的好坏直接关系到驾驶员和乘客的生命安全,因此制动器的设计是汽车设计中一项非常重要的工作。

目前,盘式制动器的研究主要涉及制动器的设计、加工以及制动性能的分析与提高等方面[2]。 Hohmann等[3]建立了盘式制动器的有限元模型, 对制动过程中接触压力的分布情况进行了研究。 Liu等[4]利用ABAQUS通过复特征值法对盘式制动器制动过程中的尖叫现象进行了研究。Belhocine等[5]通过ANSYS对不同型号和不同材料的制动盘在制动过程中的热现象进行了仿真分析。有关制动器的轻量化研究还处于起步阶段, 随着汽车轻量化设计的发展,有必要对制动器进行轻量化设计。

现有的轻量化设计方法大都是改变零件的材料,使用质量更小、机械性能更好的材料来代替原有材料[6];或先用CAE软件进行有限元分析,然后将应力较小的区域去掉[7];或利用多目标遗传算法,对机械零部件的近似模型进行优化[8]。上述三种方法中,第一种方法改变材料后会提高机械零件的制造成本;第二种方法需要进行多次建模和分析,工作量大且难以确定最佳的优化结果; 第三种方法需要对模型进行大量的简化,难以实现对复杂模型的轻量化。

本文不改变零件的材料,在保证疲劳寿命的情况下对盘式制动器的制动钳体进行轻量化设计。首先通过有限元分析和实验相结合的方法对盘式制动器制动力矩进行分析验证;然后根据有限元计算得到的应力结果和材料的性能参数来计算钳体的疲劳寿命;最后使用计算机辅助优化软件ISIGHT集成CATIA、ABAQUS和MATLAB对制动钳体进行参数优化。优化过程中计算机自动更改优化变量的值,并自动调用相关软件进行分析计算,既节省时间又减少设计者的工作量,同时还能得到较好的轻量化结果。

1盘式制动器有限元分析

1.1有限元模型

文本所用盘式制动器的有限元模型由制动盘、钳体、制动块和活塞组成[3]。被简化的零部件对当前零部件的作用通过约束、载荷或边界条件的形式施加到模型中。为了便于优化时对优化参数进行更改,盘式制动器相关零件的三维模型在CATIA中创建,通过STEP文件将其导入到ABAQUS中进行有限元分析。在ABAQUS中通过映射网格划分方法将制动盘、制动块和活塞划分为六面体网格,为了便于优化设计将钳体划分为四面体网格, 划分网格后的有限元模型如图1所示。

1.2约束与加载

当盘式制动器制动时,钳体内部液压缸中的液体压力推动活塞运动,使与活塞连接的制动块与制动盘接触,其反作用力推动钳体运动并将压力传递到另一侧的制动块使其与制动盘接触,以此来实现对汽车的制动[3]。

在有限元模型中,我们将液体压力施加给钳体和活塞的相应位置(图1b)。活塞与制动块和钳体与制动块相接触的面之间建立绑定约束;制动块和制动盘之间建立接触约束,设置摩擦因数为0.4。钳体与导向销连接的孔与其中心的参考点耦合,制动盘内孔表面与其对应的参考点建立耦合约束。

盘式制动器的分析分为两步进行(图1c),第一步给钳体和活塞施加大小为p0的压力载荷,使制动块与制动盘充分接触并将其压紧;第二步通过参考点RP-1使制动盘沿其轴线方向转动。在整个过程中通过边界条件使钳体和制动块只能沿制动盘的轴线方向移动,使制动盘只能沿其轴线方向转动。

1.3结果分析

根据有限元分析结果,盘式制动器中的最大主应力出现在钳体上,其大小和分布情况如图2所示。

在ABAQUS的后处理模块中可以得到制动盘受到的制动力矩。有限元分析和实验获得的制动力矩的值如图3所示。

对比图3中的两条曲线可以看出,有限元分析的过程与制动器实际制动过程基本一致,即在制动块与制动盘产生相对运动之前制动力矩为0,开始制动后制动力矩在很短的时间内达到最大值,并保持在该值附近波动直到制动结束。

由图3可知,有限元分析得到的制动力矩的大小为2106N·m,实验测得的制动力矩大小为1883N·m。实验测得的制动力矩偏小,与有限元分析结果的误差为10.6%。引起实验测得的制动力矩偏小的原因主要是在有限元分析中没有考虑液压泵的机械效率,而是直接将液压泵的压力p0代入进行计算和分析。实际过程中,汽车盘式制动器液压泵的机械效率一般取0.85~ 0.95[9],所以引起实验测得的制动力矩比有限元分析结果小是正常的。结合上述有限元分析和实验测得的制动力矩的对比结果,可以说明有限元分析得到的结果与真实情况接近,验证了有限元分析结果的准确性。

图3中有限元分析值相对于实验值有一些滞后是因为该分析步的初始时间的取值偏大(这样做可以提高分析速度)。减小初始时间可以减小两者之间的差异,但分析速度过慢不利于之后的轻量化设计。

2钳体的疲劳寿命计算

2.1SN曲线的修正

根据SN曲线来判断零件的疲劳寿命时,为了准确地计算出零件的疲劳寿命,首先需要对SN曲线进行修正。SN曲线通常都是在一定实验条件下获得的,当机械零件的实际工作条件和实验条件不一致时需要对其SN曲线做相应的修正[10]。

SN曲线修正的关键是对疲劳极限进行修正。对疲劳寿命的修正主要根据不同的应力比、尺寸、表面精度和温度等因素的影响进行修正。盘式制动器制动时的外载荷为液压泵提供的液体压力。本文所用载荷的施加方式与对盘式制动器进行疲劳测试时的加载方式相同。在疲劳测试时,车轮制动时液压泵的压力从0增大到p0,然后再卸载。因此,盘式制动器在实验工况下的应力循环可以近似为脉动循环,记脉动疲劳极限为σ0。

2.1.1疲劳极限的修正

钳体的材料为QT450?10,材料参数如表1所示[11?12],其中σ-1为对称循环应力下指定存活率为95% 时的疲劳极限。根据相关手册无法查阅该材料 σ0的值,可以根据Smith图来近似计算σ0[13]。

Smith图是以平均应力σm为横坐标,最大应力σmax和最小应力σmin为纵坐标的疲劳极限线图, 如图4所示。图4中,A点表示对称疲劳极限σ-1, D点表示脉动疲劳极限σ0,C点表示强度极限σb, 曲线ADC为最大应力线,曲线BEC为最小应力线。曲线ADC与曲线BEC所包围的面积表示不产生破坏的应力水平。

由图4可以看出,D点的横坐标为BEC线与横轴的交点(E点)。连接AC和BC(图4中虚线所示),可得到BC线与横轴交于点E′,通过E′作横轴的垂线交AC于点D′,D′对应的纵坐标即为所求得的 σ0。将表1中的数据代入图4计算得 σ0=300MPa。上述方法计算得到的σ0的值比实际情况要小,这样得到的SN曲线偏于保守。

机械零件的尺寸、表面精度和环境温度等因素对疲劳极限的影响通过相应的影响系数来衡量[14]。本文考虑钳体的尺寸和表面精度对疲劳极限的影响。记尺寸系数为Csize,表面加工系数为Csurf。根据相关手册查得Csize和Csurf的值如表2所示。修正后的脉动疲劳极限为

相对于对称疲劳极限σ-1的综合修正系数为

2.1.2SN曲线的修正

图5中,曲线 Ⅰ 为QT450标准试样在对称循环载荷下存活率为95% 的SN曲线[11]。运用疲劳综合修正系数对材料的SN曲线进行修正可以得到零件的SN曲线。由式(2)可得

式中,σ′ 为作用于零件上的名义应力;σ 为作用于标准试样上的名义应力。

在高周疲劳区域,零件的SN曲线可表示为

式中,m为材料常数。

由式(4)可得修正后的SN曲线,即图5中的曲线 Ⅱ。

2.2疲劳寿命计算

当计算出零件的应力后,将其代入上述SN曲线中即可算得零件的疲劳寿命。通过SN曲线计算得到的是零件断裂失效的疲劳寿命。

据统计,裂纹萌生寿命占零件总寿命的90% 以上[15],因此也可以使用零件的裂纹萌生寿命来估算机械零件的疲劳寿命。Smith等提出了一种计算裂纹萌生疲劳寿命的方法[16](以下简称SWT公式):

式中,σ1max为零件受到的最大主应力;Δε1为最大主应力作用下的应变幅值。

材料疲劳参数的取值如表2所示。

上述SN曲线和材料的疲劳参数都是在单轴拉压的条件下测得的,因此本文根据钳体受到的最大主应力来计算疲劳寿命。将有限元分析得到的最大主应力代入SN曲线和SWT公式中计算得到的轻量化前的钳体的疲劳寿命分别为2.32×106次和2.07×106次。在对制动器进行疲劳测试时,只要经过2×105次循环后制动器没有发生破坏即可视为合格。因此钳体还有一定的轻量化空间。

3轻量化设计

3.1轻量化流程

本文所用轻量化设计的思路是通过计算相关优化变量在不同尺寸下的体积和疲劳寿命来确定最终的优化尺寸。图6为本文所用轻量化设计的流程图。由图6可以看出,在轻量化开始之前首先要确定轻量化对象并确定需要优化的位置。

本文的轻量化对象为钳体,要优化的位置为钳体内侧凹槽 (图2)。确定好轻量化对象后在CATIA中建立用于有限元分析的模型,并通过宏录制记录修改优化变量的过程,得到相关的宏命令;然后使用ABAQUS对模型进行有限元分析, 输出钳体受到的最大主应力和体积,然后将有限元分析得到的最大主应力代入预先编写的MATLAB程序中计算钳体的疲劳寿命;最后在ISIGHT中调用CATIA、ABAQUS和MATLAB对钳体进行轻量化分析;待优化完成后再对优化结果进行处理,若结果可行则可以根据轻量化结果试制产品,若结果不可行则寻找产生问题的原因,待问题解决后重新进行上述操作。

3.2ISIGHT集成CATIA、ABAQUS和MATLAB

图7所示为在ISIGHT中集成CATIA、 ABAQUS和MATLAB的优化框架。使用Simcode组件通过批处理命令集成CATIA、 ABAQUS、MATLAB和Delete模块。其中CATIA模块通过宏命令更改优化变量的值,并为有限元分析提供模型。ABAQUS模块通过python命令对更改后的模型进行有限元分析,并输出钳体的最大主应力和体积。MATLAB模块用于计算并输出钳体的疲劳寿命。Delete模块由自编程序组成,主要用于删除当前循环中产生的中间文件,以保证下一个循环的顺利执行。Calculator组件用于将ABAQUS模块中计算得到的最大主应力赋值给MATLAB中的相应变量。

3.3设置优化参数

钳体的优化变量为内侧凹槽的深度,如图2所示。选择凹槽的半径为优化变量,记为R。在Loop组件中设置R由131mm变化到135mm, 增量为0.02mm。优化目标为钳体的体积和疲劳寿命,将体积小且疲劳寿命高的解作为最优解。

3.4轻量化结果

优化完成后可以在ISIGHT的History菜单中以列表的形式查看优化结果,也可以在Graphs菜单下以图表的形式查看。图8~ 图10所示分别为在ISIGHT中优化得到的钳体的体积、应力和疲劳寿命随R变化的情况。

由图8可知,钳体的体积随着R的增加逐渐减小,由此说明通过改变R的值能对钳体实现轻量化,且R的值越大轻量化效果越明显。

图9表示的是优化过程中钳体上的最大主应力随R的变化情况。随着R的变化,最大主应力的值在一定范围内波动,但仍有逐渐增大的趋势, 如图中虚线所示。这表明随着R的增加钳体上的最大主应力会逐渐增大。

图10所示为根据最大主应力计算得到的疲劳寿命随R的变化关系。本文根据材料的SN曲线和SWT公式两种方法计算得到钳体的疲劳寿命。由图10可见,两种方法计算得到的疲劳寿命大小较为接近。总体而言,根据SWT公式计算得到的疲劳寿命比根据SN曲线计算得到的疲劳寿命更为保守。因此,本文根据SWT公式计算得到的疲劳寿命来近似作为零件的疲劳寿命。

结合图8和图10选取R的最终优化尺寸为133.40mm,优化前后钳体的体积和疲劳寿命如表3所示。由表3可以看出,通过优化,钳体的质量减小了5%,此时钳体仍具有较高的疲劳寿命。

4结论

(1)通过有限元分析得到制动过程中制动盘受到的制动力矩,并将其与实验测得的制动力矩进行比较,比较结果表明,有限元分析结果与真实情况一致性好。

(2)根据钳体的尺寸和表面质量对钳体材料的疲劳极限和SN曲线进行修正,结合修正后的SN曲线和SWT公式对钳体的疲劳寿命进行估算,根据优化结果,选择SWT公式计算结果作为钳体的疲劳寿命。

(3)建立了ISIGHT集成CATIA、ABAQUS和MATLAB的优化流程进行轻量化设计计算, 设计计算结果表明:在保证钳体的疲劳寿命的同时使其质量减小了5%,在一定程度上实现了轻量化目标。

(4)本文仅对一个尺寸进行轻量化使钳体的质量减小了5%,可以对钳体零件进行综合分析确定出更多的优化变量,进一步减小其质量,本文方法同样适用于其他机械零件,对进行轻量化设计有参考价值。

摘要：以体积和疲劳寿命为轻量化设计目标,采用计算机辅助集成技术对盘式制动器的钳体进行轻量化设计。利用有限元分析方法计算制动盘制动力矩并将其与实验测得的制动力矩进行比较,验证了有限元分析的步骤与方法正确可行;结合有限元分析得到的钳体的最大主应力,根据名义应力法和Smith方法计算钳体疲劳寿命;通过ISIGHT集成CATIA、ABAQUS和MATLAB对钳体进行轻量化设计。

关键词：制动钳体,轻量化,有限元分析,制动力矩,疲劳寿命

盘式鼓式制动器优劣与分析篇2

目前制动热负荷对制动系统的性能和使用寿命的研究越来越深刻, 温度是影响其中的一个重要因素。制动系统设计不合理, 摩擦片间隙不合适也会造成重大事故。[1,2,3]

1 制动器概述

1.1 鼓式制动

鼓式制动应用在汽车上面已经近百年的历史, 但是由于它的可靠性以及强大的制动力, 使得鼓式制动现今仍配置在许多车型上 (多使用于后轮) 。鼓式制动是借由液压将装置于制动鼓内之制动片往外推, 使制动片与随着车轮转动的制动鼓之内面发生磨擦, 而产生制动的效果。

踩下制动踏板时, 脚的施力会使制动总泵内的活塞将制动油往前推去并在油路中产生压力。压力经由制动油传送到每个车轮的制动分泵活塞, 制动分泵的活塞再推动制动片向外, 使制动与制动鼓的内面发生磨擦, 并产生足够的磨擦力去降低车轮的转速, 以达到制动的目的。

鼓式制动的制动鼓内面就是制动装置产生制动力矩的位置。在获得相同制动力矩的情况下, 鼓式制动装置的制动鼓的直径可以比盘式制动的制动盘还要小上许多。因此载重用的大型车辆为获取强大的制动力, 只能够在轮圈的有限空间之中装置鼓式制动。

简单的说, 鼓式制动就是利用制动鼓内静止的制动片, 去摩擦随着车轮转动的制动鼓, 以产生摩擦力使车轮转动速度降低的制动装置。

1.2 盘式制动

盘式制动是以静止的制动片, 夹住随着轮胎转动的制动盘以产生摩擦力, 使车轮转动速度将低的制动装置。当踩下制动踏板时, 制动总泵内的活塞会被推动, 而在制动油路中建立压力。压力经由制动油传送到制动卡钳上之制动分泵的活塞, 制动分泵的活塞在受到压力后, 会向外移动并推动制动片去夹紧制动盘, 使得制动片与制动盘发生磨擦, 以降低车轮转速, 好让汽车减速或是停止。

由于车辆的性能与行驶速度的提升, 为增加车辆在高速行驶时制动的稳定性, 盘式制动已成为当前制动系统的主流。由于盘式制动的制动盘暴露在空气中, 使得盘式制动有优良的散热性, 当车辆在高速状态做急制动或在短时间内多次制动, 制动的性能较不易衰退, 可以让车辆获得较佳的制动效果, 以增进车辆的安全性。并且由于盘式制动的反应快速, 有能力做高频率的制动动作, 因此许多车款采用盘式制动与ABS系统以及VSC、TCS等系统搭配, 以满足此类系统需要快速做动的需求。 (图1、2)

2 鼓式制动器与盘式制动器的优劣

鼓式制动的优劣:

a.有自动刹紧的作用, 由此制动系统可以使用较低的油压。

b.手制动机构的安装容易。有些后轮装置盘式制动的车型, 会在制动盘中心部位安装鼓式制动的手制动机构。

c.零件的加工与组成较为简单, 制造成本较为低廉。

d.鼓式制动的制动鼓在受热后直径会增大, 而造成踩下制动踏板的行程加大, 而使制动反应不如预期。在驾驶采用鼓式制动的车辆时, 尽量避免高频率制动而造成制动片因高温而产生热衰退现象。

e.构造复杂, 零件较多, 维修不易。

盘式制动的优劣:

a.盘式制动散热性比鼓式制动好, 在连续踩踏制动时不会造成制动衰退而使制动失灵的现象, 且高负载时耐高温性能好。

b.盘式制动系统的反应快速, 可做高频率的制动动作, 更容易在较短时间内停车, 符合ABS系统的需求。

c.正常标载范围内, 制动效果稳定, 当超载时, 制动效果大打折扣。

d.制动盘的排水性较好, 可以降低因为水或泥沙造成制动不良的情形。由于长期暴露在空气中, 也会受到水渍锈蚀。

e.与鼓式制动相比较下, 盘式制动的构造简单, 且容易维修。

f.盘式制动的制动片与制动盘之间的摩擦面积比鼓式制动的小, 盘式制动的制动力比鼓式制动力低。

g.手制动装置不易安装, 有些后轮使用盘式制动的车型为此而加设一组鼓式制动的手制动机构。

h.制动片磨损较大, 更换频率高。

i.对盘式制动系统来说, 表面不能出现磨损凹槽线沟, 而且左右盘的厚度必须相同, 如此才能获得相同的制动力分配, 此外必须确保盘避免受到侧向的撞击。制动盘和制动鼓的平衡也会严重的影响车轮的平衡。

3 盘式结构分析优化

3.1 盘式制动的三维建模

以某车型的盘式制动器为例, 通过三维仿真软件Pro/E建立实体仿真模型, 如图3、4。制动盘上均匀分布着小孔, 其作用是加速通风散热, 当冷热不均时, 消除多余热应力, 避免变形, 在离心力的作用下还可清洁盘片, 提高碟片使用寿命, 减轻质量等。

猜测制动性能是否与小孔分布、直径、数目有关, 适当缩小小孔直径, 利用小孔阻尼效应, 提高盘式制动器的性能。

3.2 结构分析

摩擦力 (F) 的大小是与摩擦系数 (C) 及摩擦受力面所受垂直方向的正压力 (N) 的乘积成正比, 以物理学公式表示成:

对制动系统来说:C是指制动片与制动盘的摩擦系数, N是制动卡钳活塞对制动片所施的力 (Pedal Force) 。摩擦系数越大所产生的摩擦力就越大, 但是制动片与盘间的摩擦系数会因为摩擦后所产生的高热而有所变化, 也就是说摩擦系数 (C) 是随温度的的变化而变化, 每一种制动片因为材质的不同而有不同的摩擦系数变化曲线, 因此不同的制动片会有不同的最佳工作温度, 及适用的工作温度范围。制作制动盘的材料大致分为碳纤和铸铁两大类。碳纤制动盘耐热性好而且非常轻, 但价格相对昂贵, 所以只用在F1等比赛竞技中。一般情况下使用铸铁作为制动盘的原材料。制动性能与制动盘的材料有着密切关联, 而由于国内厂家热处理和加工水平的制约, 成本大幅度提高, 制动性能却达不到预期效果。

结束语

工程车辆在重载情况下, 行驶在泥泞、坑洼等恶劣的路况上, 因超载带来的惯性和频繁制动导致的热衰减情况, 从而制动性能大不如从前, 制动系统的寿命也大大缩短。由于国内厂家热处理和加工水平的制约, 导致盘式制动系统在矿用上的成本增加, 这也是最重要的限制因素。

参考文献

[1]陈家瑞.汽车构造 (第三版) [M].北京:机械工业出版社, 2009, 6, 1.

[2]刘金朝等.整体制动盘热应力有限元仿真分析[J].中国铁道科学, 2007, 28 (2) .

汽车液压盘式制动器设计研究篇3

在人类历史发展的过程中，“衣”、“食”、“住”、“行”始终是人类生存的四大需要，是人类发展、进步的最重要的基本条件。而在“四大需要”中，“行”或“交通”的变化，在人类社会发展过程中是最突出的，它对社会进步的影响也是最大的。汽车是作为一种交通工具而产生的，但发展到今天已经不能把它理解为单纯的“行”的手段。因为“汽车化”改变了当代世界的面貌，它已经成为当代物质文明与进步象征及文明形态的一种代表。中国汽车工业的振兴也必然会使中国的面貌焕然一新，在繁荣经济，促进四个现代化的实现，提高中国人民的生活水平，推动社会与地球上近四分之一的人类进步方面，发挥巨大的作用。

2 汽车零部件的工业现状及水平

在汽车行驶过程中，其零部件承受的载荷的大小和性质受着许多因素的影响。汽车的可靠性与在其使用期间作用在其零部件上的实际载荷有关。由于汽车的使用条件非常复杂，时间也不固定，有影响且变化的因素很多，致使在零件中的应力值会在很大的范围内变动，甚至应力性质也会改变。因此，确定汽车零部件所承受的实际载荷要比确定其他机械产品的载荷复杂很多。而引起零件产生应力的力有些是恒定的 (例如重力、零件装配时产生的预紧力或过盈力) ，有些是不定的 (例如汽车起步时和制动时产生的力，零件制造误差引起的力，发动机工作工况改变而引起转矩及力的改变，行驶阻力引起的力等等) 。在设计中为了校核零件的静强度，首先就要确定其危险断面及其所承受的最大载荷;为了校核零件的疲劳强度，除了可按相关文献给出的计算方法进行疲劳强度的计算校核外，还常常以其实测的载荷谱为基础编制加载语并按加载谱的加载程序加载，在疲劳试验台上进行试验验证。可见，在设计中为了进行零部件的强度设计，首先要弄清其载荷工况、破坏机理，以便采取相应的强度计算方法进行有效的设计。

3 汽车设计技术的发展

汽车设计技术在近百年中也经历了由经验设计发展到以科学实验和技术分析为基础的设计阶段，进而自60年代中期在设计中引入电子计算机后又形成了计算机辅助设计 (CAD) 等新方法，并使设计逐步实现半自动化和自动化。参阅相关权威资料了解到汽车设计的直接目的有以下三点：

(1)提高汽车的技术水平，使其承载能力更强，使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少;

(2)改善汽车的外观造型，特别对轿车来讲改善车身艺术效果，使其更美观、更科学、更新颖、更有时代感，往往是车型设计的重要目的，也是提高市场竞争力的重要手段;

(3)改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。

电子计算机的出现和在工程设计中的推广应用，使汽车设计技术飞跃发展，设计过程完全改观。汽车结构参数及性能参数等的优化选择与匹配、零部件的强度核算与寿命预测、产品有关方面的模拟计算或仿真分析、车身的美工造型等等设计方案的选择及定型、设计图纸的绘制，均可在计算机上进行。

4 盘式制动器设计、计算分析模块

4.1 概述

在轿车和中小型客车的设计中，一般其结构形式为前轮制动器采用浮钳式制动器，后轮制动器采用领从蹄自动定义浮销式鼓式制动器。而对总重大于20KN-40KN的客车而言，前轮也有采用固定钳式盘式制动器，后轮采用自增力自动定义浮销式鼓式制动器。

在根据汽车的整车参数分析了汽车的制动力、制动力矩之后，就可以根据具体的制动器结构形式作相关设计、计算、分析等工作。

4.2 基本原理

(1)确定柱式制动器制动钳体主要结构参数的计算方法：

在初步计算制动器制动钳体结构参数时，盘式制动器效能因数BF的值可定为0.8。根据汽车前轮所需的最大理论制动力矩，初步选取制动钳体缸孔直径D1可由下面的公式算出：

式中：Awc1—盘式制动器制动钳体缸也的工作面积： (mm2)

BF1—盘式制动器制动效能因数;

P10—前制动管路的开启压力; (Mpa或N/mm2)

ηa—主缸以后的机械效率;

rl—制动盘有效半径; (m)

P1—前制动管压; (Mpa或N/mm2)

(2)确定盘式制动器计算用的最大制动力矩：

由于考虑到汽车实际制动时的最大输出制动力矩与理论值受很多因素影响而发生改变，如制动衬片与制动盘接触时不一定非常均匀使加制动力、制动衬片的摩擦系数受温度变化而发生改变等一些因素。这样用于计算的最大制动力矩应由下面公式算出：

式中：M'u1max—用于计算的最大制动力矩(N.m)

Mu1max—单个前轮制动器理论最大制动力矩(N.m)

(3)确定盘式制动器有效制动半径：

设计盘式制动器时，在前制动管压和制动钳缸孔直径确定之后，制动器有效制动半径越大，则制动力矩越大。但受到轮辋内径的限制，制动盘与轮辋之间应保持相当的间隙，否则不仅散热条件太差，而且轮辋受热可能粘住内胎。盘式制动器有效制动半径的计算，如图1所示

设：衬块与制动盘之间的单位压力为P1，则在任意微元面积RdRdθ上的摩擦力对制动盘中心的力矩为MP1R2d Rdθ(μ为制动衬块与制动盘之间的摩擦系数)，而单侧制动块加于制动盘的制动力矩为：

单侧衬片加于制动盘的总摩擦力：

故有效半径：

式中：R2—制动钳摩擦衬块外径 (mm)

R1—制动钳摩擦衬块内径 (mm)

而制动盘直径Db可由下面公式算出：

式中：Db—制动盘直径; (mm)

Dr—汽车轮胎轮辋直径; (mm)

那么，在式1-3有效半径的计算中，R2的取值一般与Db/2相同，而R1的值为R2与衬块宽度之差，而衬块宽度b1一般由供销商提供标准。

(4)确定盘式制动器制动钳缸孔直径Dl

将式1-2算出的M'u1max代入1-1得出：

式中：P1max—前轮制动器最大制动管路压力; (Mpa或N/mm2)

P10—取0.05～0.14Mpa;

ηa—取0.8;

BF1—取0.8;

P1max—取12Mpa～13Mpa;

(5)比较制动钳缸孔直径D1与R2-R1的值的大小D1与(R2-R1)相差的数值一般控制在6mm之内。

在计算中，只有式1-6成立，D1的值才能基本上确定。

4.3 基本流程

基本流程图如图2所示

4.4 程序设计界面

4.5 程序设计代码（部分）

4.6 程序运行结果

(见图4)

5 结语

汽车液压盘式制动器作为制动系中的主要部件之一，在整车安全性这一最人性化的性能参数中起着举足轻重的作用，它的性能优劣与否，直接关乎乘车及驾车人员的生命安全，因此，它的设计必须要求准确、合理，处处体现以人为本的科学设计理念。在了解汽车工业发展的历史和现状、汽车设计技术理论知识构成以及汽车零部件工业现状及水平的基础上，选取具有代表性的汽车液压盘式制动器设计、计算分析模块，从模块功能的概述、基本原理以及程序设计流程三个方面进行完整的模块设计说明。相信在将计算机中的Visual Basic 6.0及数据库知识充分合理地应用在液压式制动器的设计思想中，将会有利于汽车液压盘式制动器更好地行使其职能，从而提升整车的安全性能，推动汽车工业朝着更加安全更加可靠的方向发展。

参考文献

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[3]王国荣.VisualBasic6.0数据库程序设计.北京:人民邮电出版社, 2000.

[4][美]ErioBrierley等VisualBasic6开发人员指南.北京:机械工业出版社, 1999.

[5]李玉琳主编.液压元件与系统设计.北京:机械工业出版社, 1994 (11) .

[6]余志生.汽车理论.北京:机械工业出版社, 1990.

[7]张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社, 1989.

钳盘式制动器篇4

随着人们对车辆性能和车速的要求不断提高, 气压盘式制动器在汽车领域得到了越来越广泛的应用, 目前已完成行业标准的审定, 将成为我国部分汽车的标准配置。

盘式制动器克服了鼓式制动器的一些缺点, 其制动性能得到了很大的改善, 诸如:增势问题、热衰退和水衰退问题、制动反应时间问题、汽车的舒适性、平顺性和操纵稳定性问题, 都较好地得到了解决。

但是, 盘式制动器也有不尽人意之处, 那就是制动抖动问题。在20世纪80年代之前, 人们对汽车的研究、设计还停留在汽车的动力性和使用性方面, 制造技术落后, 质量低下, 不可能把制动抖动作为重点问题进行研究。到20世纪80年代, 人们开始注意到这一问题, 尤其是近年来, 汽车的行驶安全性和乘坐的舒适性成为人们对汽车性能关注的热点, 制动抖动问题就显得越来越突出, 越来越受到人们的关注。

由于制动抖动现象影响因素多, 机理复杂, 到目前为止, 对制动抖动现象尚未有一个准确的描述, 问题也就不可能得到解决。虽然这方面的研究工作, 像对抖动现象的试验研究、对激励源以及传递途径的仿真分析等时有报道, 但仍没有实质性的进展。

下面我们将本着解决实际问题的出发点, 着重从制动抖动的发生机理、当前可行的解决措施以及进一步的探索思考几方面进行讨论, 希望能有一点实际意义。

2 制动抖动的产生机理及其因素

2.1 制动抖动的产生机理

制动抖动是由制动引发的一种强迫振动。产生的原因有二:制动压力波动和制动力矩波动。

制动压力波动将通过制动管路的传递途径使制动踏板抖动, 无需赘述。下面将着重谈一下制动力矩波动的影响。

当制动力矩由于某一参数发生变化而波动时地面制动力以与其制动力矩波动相应的规律发生波动, 通过车轮、轴承等联接件传递到制动器, 使制动器产生同样规律的振动, 车架传递又将这一振动放大, 最终造成转向系统的转向盘和车身的地板抖动, 出现制动抖动现象。

制动力矩的大小与制动盘的接触面积、压紧压力、制动盘材料的摩擦系数和等效作用半径成正比, 可用公式T=p Aμr来表达。

式中T为制动力矩;p为接触压力;A为接触面积;μ为摩擦系数;r为摩擦力等效作用半径。

显然, 当制动盘的接触面积、压紧压力、摩擦系数、等效作用半径任何一个发生变化时, 制动力矩都会随之变化, 引起制动力矩波动。在实际的制动过程中, 这些参数都不可避免地时刻在发生着变化, 制动抖动也就随时以不同程度地存在着。

2.2 产生制动抖动的各种因素

前面谈到, 制动抖动是制动压力波动和制动力矩波动造成的, 下面将对引起这些波动的因素逐一分析。

2.2.1 制动盘厚薄差

制动盘各点的厚度如果不相等, 尤其是制动盘的厚度沿圆周方向不相等, 制动时的接触压力就各处大小不等, 就会引起制动力等效半径产生变化, 造成制动力矩的大小波动。制动盘各点的厚度不相等, 还会导致制动分泵的活塞轴向窜动, 使制动压力产生波动。

造成制动盘各点厚度不均的因素很多, 比较明显的是加工误差、非制动状态磨损和制动过程中的热效应, 这些都可以导致制动盘厚薄差的产生。

加工误差虽然不可避免, 但通过提高加工精度和装配精度是可以得到控制的, 其影响程度并不严重。

非制动状态磨损不仅是难于避免, 而且影响较大。当制动过程结束之后解除制动时, 浮动钳往往不能立即回位, 致使制动盘和摩擦块之间在局部上有轻微的接触, 长期不断地摩擦就会使制动盘产生厚薄不均的现象。

热效应问题。制动盘在制动过程中由于摩擦的作用将使温度升高, 制动盘外圈的线速度相对内圈而言其线速度要高, 因此, 外圈的温度就会更高, 在外圈产生一个热环, 而这个热环不可能均匀规则, 会成为一个个的热点或热点区域, 其温度最高可达800℃, 制动盘的巨大温差会导致制动盘发生翘曲变形, 其结果是产生了制动盘厚薄差, 这就是所谓的热效应。

2.2.2 制动盘端面跳动

制动盘的端面跳动与制动盘的厚薄差相类似, 其导致制动抖动的机理相同, 不再赘述。

制动盘端面跳动的产生主要是由加工误差和装配误差造成的, 此外, 外力作用也不可忽视, 当车轮大角度转弯或强烈颠簸时, 通过连接件的传递也会引起制动盘的端面跳动。

2.2.3 摩擦系数的不稳定性

在制动过程中, 摩擦系数是不稳定的。我们知道, 静摩擦系数远远大于动摩擦系数;温度升高, 材料的表面硬度降低, 摩擦系数就会变大。而制动时的相对速度和温度都处于不确定的动态变化之中, 导致了摩擦系数的不稳定性。

以上对引起制动力矩波动和制动压力波动的三个主要因素进行了简要的论述, 但还有一个将制动力矩波动和制动压力波动放大而影响制动抖动的重要因素尚未讨论———悬架特性和转向系统的影响。

制动力矩波动和制动压力波动引起的振动最终造成车辆的制动抖动, 是通过悬架、车架以及转向系统来传递的。当制动力矩波动和制动压力波动的频率与悬架、车架或转向系统的某一个固有频率相等或接近时, 就会发生共振, 将振幅放大, 引起强烈振动。

3 当前可行的解决措施

3.1 从设计方面考虑

3.1.1 制动盘的抗翘曲性。

针对制动盘的翘曲问题, 通过对制动盘形状、材料的研究设计, 使其具有良好的抗翘曲性。

3.1.2 减少非制动状态下的磨损。

非制动状态下的磨损是由于解除制动时制动盘分离不彻底或不及时造成的, 如果对浮动钳导向销等部件改进设计或者采取其它措施就可以减少非制动状态下的磨损。

3.1.3 合理总体设计。

对整车合理地进行改进设计, 可使整车对制动盘厚薄差不太敏感, 减弱由此引起的制动抖动。

3.1.4 将悬架和转向系统的固有频率与制动力矩波动和制动压力波动的频率错开, 避免发生共振。

合理设计还能使振幅抵消一部分, 更好地抑制制动抖动。

3.2 从加工和装配方面考虑

提高加工精度和装配精度, 减少制动盘厚薄差和端面跳动, 可以减弱车辆的制动抖动。

3.3 从使用维护方面考虑

使用维护不当, 不仅影响制动器的制动性能和使用寿命, 也会引起车辆的制动抖动。比如, 制动衬块的排屑槽被异物覆盖, 制动时将失去排出尘土、刮去水分的作用, 使制动力降低;制动衬块的正常磨损;制动衬块和钳体之间的间隙过大;轮缸内活塞密封圈弹力不足会引起制动盘与摩擦块的拖磨。这都需要定期检查, 根据具体情况进行清洁、调整、更换零件或焊锡、涂镀。

3.4 在车修复

基于制动抖动发生的普遍性和广泛性, 以及制动抖动的复杂性和不确定性, 在车修复是一个很好的选择。它是借助于在车修复车床, 在安装状态下修复制动盘, 使其厚薄差和端面跳动控制在允许范围内。一次修复到位, 避免了安装误差。

4 进一步的探索思考

随着人们对汽车性能要求的不断提高, 盘式制动器的制动抖动问题日益突出, 而有关制动抖动问题的研究目前还处在初级阶段。多数专业人士正致力于通过理论模型和仿真模型的建立进行试验研究, 探析盘式制动器制动抖动发生的根源和传递途径, 但是行车制动的实际工况与仿真模型的工况相差较大, 摩擦系数、制动等效半径都是随时变化的, 悬架和车架也不是绝对的刚体, 再加上其它一些不确定因素, 这项工作如此研究在短时期内很难应用到实际当中去, 而人们对这一问题解决的需求却较为急迫。这就需要我们另辟蹊径, 一边通过理论模型和仿真模型的建立进行试验研究, 一边探索解决这一问题的实际办法———补偿法。

用来解决盘式制动器制动抖动问题的补偿法既是一种新思维, 也是上述谈到的“从设计方面考虑着手”和“在车修复”的进一步思考与提升, 就是针对盘式制动器制动抖动问题, 认真研究制动抖动的影响因素, 从细部结构和材料上着手, 设法克服这些主要因素的影响, 从而达到减弱制动抖动的目的。

譬如, 针对制动盘厚薄差这一影响制动抖动的因素, 可以在制动盘的表面浇铸或涂镀一层用来补偿厚薄差的材料, 如果对巴氏合金材料进行改进, 改善其烧结性能, 可能会满足这一要求。这一想法并未完善, 只是一种思路, 希望能给研制人员一点启示。

又譬如, 针对制动盘端面跳动这一影响制动抖动的因素, 可以用特殊材料补偿法, 也可以通过细部结构的设计来补偿。

补偿法是针对影响制动抖动因素的动态变化而采取的尺寸补偿措施, 无论制动抖动的发生原因是什么, 发生机理如何, 都可以采用补偿法减轻制动抖动或抑制制动力矩波动和制动压力波动的放大。但其实质上是对制动装置的轻度柔化, 有可能降低制动力矩, 影响制动性能。基于此两方面考虑, 实际应用时在柔化程度上要恰当, 要在保证制动性能的前提下去补偿。

5 结束语

气压盘式制动器满足了未来各种汽车向高速、重载、舒适化程度和安全性高的方向发展, 其美中不足的是制动抖动问题越来越显得突出, 关于这方面的研究正不断地深入, 并向着广思路、多方位的方向延伸。无论是理论模型和仿真模型的建立, 还是当前可行的解决措施, 以及诸如补偿法的实践尝试, 都有默默工作的专业人士在努力着。在未来几年内这一问题将会得到满意的解决, 气压盘式制动器在国内将会得到更加广泛的应用。

参考文献

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[2]盘式制动器制动抖动问题概述余卓平, 尹东晓等.汽车工程, 2005 (3) .

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[8]汽车气压盘式制动器的结构特点与性能分析严波, 徐达.专用汽车, 2005, (4)

钳盘式制动器篇5

随着我国公路交通条件的改善, 高等级公路的发展, 车辆性能的不断提高, 液压盘式制动器以其具有的整体结构简单、质量轻、制动噪声小、散热快、制动间隙小以及维护简单等众多优于鼓式制动器的特点, 作为新型的能提高汽车主动安全性的产品已经在轿车、微型车、轻卡、SUV及皮卡车上得到快速的推广和应用, 在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性等方面都发挥了很大的作用。随着世界各国汽车安全标准的不断强化, 中重型商用车制动系统也开始向盘式制动器过渡, 技术性更高的气压盘式制动器ADB (如图1所示) 将逐步取代气压鼓式制动器。

二、气压盘式制动器 (ADB) 的基本构造与工作原理

1. 气压盘式制动器 (ADB) 的基本构造

1) 气压盘式制动器基本组成:如图2所示, 气压盘式制动器主要由制动钳、制动钳支架、制动盘、摩擦片等几个主要部分组成。制动钳总成包括钳体、导向机构、传动机构、自调机构、气室座等部分。

2) 各组成部分的功能如下:

(1) 钳体支架固定在转向节或半轴套管上, 起支撑整个制动器的作用。

(2) 摩擦衬片总成放置于钳体支架上并可以在支架上沿轴向滑动, 且有卡簧将其保持在钳体和钳体支架之间不致脱落。制动时内外摩擦衬片将制动盘夹紧产生制动作用。

(3) 钳体作为导向机构、传动机构以及气室支架的支撑体, 承受制动时的夹紧反力。

(4) 导向机构的作用是保持制动时钳体沿其轴向移动的方向性, 进而保证摩擦衬片和制动盘的良好接触。

(5) 传动机构包括制动臂、连接件、推盘以及自调机构。其作用是将气室推杆的推力转化为摩擦面的正压力。

(6) 自调机构在摩擦片和制动盘发生磨损引起制动间隙过大时能够自动将间隙调整到合适大小。

(7) 气室座既是气室支座, 又是制动臂的支点。

(8) 同步机构的作用是在自调机构发生作用时保证2个推盘的动作一致性。从而保证摩擦衬片和制动盘的良好接触, 不致发生偏磨。

1-制动钳2-制动钳支架3-外摩擦片4-制动盘5-内摩擦片6-推板7-螺杆8-回位弹簧9-基准座10-压力臂

1-摩擦片2-制动盘3-压力臂4-制动气室5-螺杆6-基准座

2. 气压盘式制动器 (ADB) 的工作原理

1) 制动:如图3所示, 制动时, 气室顶杆推动压力臂转动。压力臂转动输出制动位移的同时实现制动力增力, 然后把制动位移和增力后的制动力传递给基准座。由基准座传递给螺杆, 螺杆通过推板推动内摩擦片, 消除内摩擦片与制动盘之间的间隙, 同时由于反作用力的作用, 制动钳体向里移动, 带动外摩擦片也与制动盘贴合, 从而内外摩擦片抱住制动盘, 实现制动。

2) 制动回位:如图3所示, 当松开制动踏板后, 气室气压释放, 在回位弹簧的作用下, 基准座带动螺杆回到初始位置。这样保证制动盘和摩擦片之间存在一定的间隙。

3) 制动间隙自动补偿:为了保证摩擦片和制动盘之间的间隙值, 制动器配置了摩擦片磨损间隙自动调整机构。间隙调整机构在每一个工作循环都会工作, 其触动装置设置在压力臂上。当出现的间隙值超过设定值时, 调整机构通过螺纹副的旋转来补偿出现的间隙值。摩擦片和制动盘之间正常的间隙值为0.7～1.2mm, 过小的初始间隙将导致制动区域过热, 过大的间隙将导致制动力不足或失效。

三、与气压鼓式制动器相比, 气压盘式制动器的优点

1. 制动稳定性好

1) 热稳定性较好。这是因为制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用, 制动摩擦衬块的尺寸不大, 其工作表面的面积仅为制动盘面积的12%～15%, 并且制动盘大部分都暴露于空气中, 热交换容易, 工作时温升较低, 故散热性较好。制动器散热能力的提高也可以降低轮毂及轮辋的温升, 从而大大延长轮胎的使用寿命。而鼓式制动器由于自身的结构特点, 在工作时产生的热量较难散发, 使制动鼓热变形较大, 受热后制动间隙也随之增大, 因而引起气室推杆行程的增加, 延长反应时间甚至引起气室推力下降, 从而降低制动能力。

2) 水稳定性较好。因为制动衬块对制动盘的单位压力高, 易将沾附的水挤出, 同时离心力也易将沾水甩掉, 再加上衬块对盘的擦拭作用, 制动器进水后只需经1～2次制动即能恢复正常, 而鼓式制动器则需经过多次甚至10余次制动方能恢复正常的制动效能。

2. 制动响应和制动控制方面表现更好

1) 由于盘式制动器的制动力矩与其制动气室的活塞推力及摩擦系数成线性关系, 且无自行增势作用, 因此在制动过程中制动力矩增长较缓和, 与鼓式制动器相比, 能保证较高的制动稳定性。

2) 由于气压盘式制动器的促动力来源是压缩空气, 通过压力臂的杠杆放大作用, 能够产生较大的制动输入力, 由于制动间隙较小且传动效率较高, 再加上制动间隙自调机构的作用, 使盘式制动器所消耗的空气量比鼓式制动器小得多, 制动反应时间也相应缩短。

3) 气压盘式制动器由于制动盘受热时变形不大, 不会引起压力分布变化, 对制动间隙的影响是负向的, 因而盘式制动器的制动效能非常稳定, 制动可靠性高, 制动气室也可以始终工作在最佳推杆行程内。而鼓式制动器受热后压力分布变化较大, 还会带来制动效能下降, 磨损加快等一系列的问题。

4) 盘式制动器采用简单且相当成熟的操作机构, 因而具有特别高的效率, 其提供的制动灵敏性使电控制动系统能够实现一些强而有效的控制作用, 用以缩短制动距离, 提高车辆的稳定性。盘式制动器在响应方面的特性, 表现在每个车轮制动力矩相差很小, 每个车轴左右车轮之间的制动盘、摩擦片的磨损比较均匀。

5) 制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关。

3. 结构简单, 节约材料

盘式制动器包括制动盘、摩擦片、制动钳等, 其零件数少于鼓式制动器, 在输出同样大小的制动力矩条件下, 盘式制动器的结构尺寸和质量比鼓式的要小, 同类车型相比其总成的总质量比鼓式制动器低18%左右, 给整车布置带来了方便。特别是旋转部分的质量较小, 使非簧载质量大为减轻, 可以明显改善汽车的舒适性、平顺性和操纵稳定性。

4. 维修保养方便

1) 由于气压盘式制动器的摩擦衬片可磨损厚度较大, 而鼓式制动器摩擦衬片的可磨损厚度较小, 因此在同样使用条件下, 盘式制动器摩擦衬片的更换周期较鼓式制动器长得多。如果考虑到2种制动器散热能力的差别, 他们的更换周期差别能达到3倍以上。

2) 盘式制动器更换摩擦衬片时只需要拆掉轮胎即可, 而鼓式制动器更换摩擦片的工序复杂得多, 工时及材料消耗也大大超过盘式制动器。

3) 制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失, 这也使得盘式制动器的间隙自动调整装置的设计可以简化, 并且制动间隙不需要通过手工调整, 摩擦片磨损到规定厚度时, 还会自动报警, 这些优点可以使用户节约日常维护的时间。

四、气压盘式制动器 (ADB) 的应用

1. 气压盘式制动器 (ADB) 在国外的应用

国外汽车研发机构经过多年的研究和试验证明, 气压盘式制动器在所有的主要性能方面都优于传统的鼓式制动器, 并将其广泛使用在新型的客车和中型、重型载重汽车上, 现在一些欧洲汽车公司制造的汽车上, 均已开始大量使用安装在汽车的前后车桥总成上的气压盘式制动器。

2. 气压盘式制动器 (ADB) 在我国的应用

1) 在大型客车方面:气压盘式制动器产品技术先进性明显, 可靠性总体良好, 具有创新性和技术标准的集成性。我国从1997年开始在大客车和载重车上推广使用盘式制动器及ABS防抱死系统, 因进口产品价格太高, 主要用于高端产品。2004年7月1日交通部强制在7～12m高Ⅱ型客车上装配盘式制动器, 国产盘式制动器才得以快速发展。北京公交电车公司、上海公交、武汉公交、长沙公交、深圳公交、广州公交等公司, 大客车现在都在使用气压盘式制动器。

2) 重型汽车方面:气压盘式制动器作为重型汽车行业应用型新技术, 已经属于成熟产品, 具有广泛应用的前景。2004年3月红岩公司率先在国内重卡行业中完成了对气压盘式制动器总成的开发。2005年元月中国重汽卡车事业部在提升和改进卡车底盘的过程中, 在桥箱事业部配合下, 将22.5英寸气压盘式制动器成功“嫁接”到了重汽斯太尔重卡车前桥上, 这解决了令整车厂及用户困扰已久的传统鼓式制动器制动啸叫、频繁制动时制动蹄片易磨损、雨天制动效能降低等一系列问题。气压盘式制动器首次在斯太尔卡车前桥上的应用, 也为今后开发重汽高速卡车提供了经验和技术储备。与此同时陕西重汽、北汽福田、一汽解放、东风公司、江淮汽车等国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期试验及技术储备工作, 盘式制动器在某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势。但现在鼓式制动器在商用车还占有绝大的比例, 阻碍盘式制动器在商用车上的推广的主要因素是购置成本相对高, 加上用户认知度低、市场成熟度不够。

五、结束语

钳盘式制动器篇6

关键词：通风盘式制动器,热—机耦合,热变形,热抖动

1 引言

汽车制动是利用制动器摩擦副之间的摩擦来达到减速或停车的目的。在实际制动过程中, 由于摩擦引起的热载荷的循环作用, 制动盘承受的交变循环热应力会使制动盘表面产生非均匀变形。导致制动盘承受的接触压力发生变化, 引起制动盘抖动。

制动过程是一个复杂的热—机耦合过程, 制动盘的热变形、热抖动、热弹性失稳都是典型的热机耦合问题。目前对制动盘制动过程中的热—机耦合研究主要应用数值方法且主要集中在制动过程中制动盘的瞬态温度场分布及应力分布[1,2,3,4], 但是对于制动过程中由热机耦合所引起的制动盘抖动现象研究较少。

本文以某轿车实际应用的通风盘式制动器为对象, 应用有限元软件ABAQUS建立了通风盘式制动器的三维瞬态热—机完全耦合的有限元模型, 对紧急制动过程中制动盘的瞬态温度场、应力场及热变形进行模拟仿真, 基于仿真结果研究制动盘热抖动现象产生机理。

2 热-机耦合有限元模型的建立

2.1 制动系统物理模型建立

目前一般应用制动惯性试验台来检测制动器的性能, 试验台是采用旋转的惯性飞轮来模拟汽车平动引起的动能和和旋转部件转动引起的动能。基于《QC/T564—2008乘用车制动器性能要求及台架试验方法》, 将制动试验简化成图1所示的物理模型, 有限元模型由16205个C3D8T和751个C3D6T单元组成, 连接轴和制动盘应用Tie技术连接在一起。

惯性飞轮转动惯量为:

式中:Ga为汽车满载质量;b为汽车重心至后轴的距离;hg为满载时重心的高度;L为前后轴距;R为轮胎滚动半径。

2.2 基本假设

(1) 不考虑制动过程中可能出现的车轮抱死情况;

(2) 制动盘与摩擦片接触界面为理想平面, 摩擦符合库伦定律;

(3) 作用在摩擦片上的制动压力保持不变;

(4) 制动盘和制动片均为各向同性弹性材料;

(5) 不考虑制动盘及摩擦片的磨损, 认为动能全部转化为摩擦热而被制动盘和摩擦片吸收;

(6) 制动过程中, 环境周围温度保持不变。

2.3 制动系统的结构尺寸和材料参数

某国产轿车前轮采用的通风盘式制动器结构参数如表1所示。

制动盘材料为HT250, 密度为7220kg/m3;摩擦片为树脂基复合材料, 密度1550kg/m3, 泊松比均为0.3。计算分析所需参数见表2和表3[5]。

2.4 热传导模型建立

制动系统的三维温度场T (r, θ, z, t) 满足如下非稳态导热微分方程[3]:

式中:λ为导热系数W/ (m·K) , ρ为密度 (kg/m3) , c为比热 (J/kg·K) 。

该系统包括两类边界条件: (1) 热流密度输入边界条件; (2) 对流和辐射散热边界条件。根据制动过程中摩擦片相对于制动盘的位置, 在摩擦片和制动盘接触区域上施加移动热流密度载荷;其它表面施加对流换热边界条件。由于制动过程中, 制动盘温度不是特别高且制动时间较短, 忽略辐射换热的影响。系统的初始温度与环境温度相同。

2.4.1 热流输入模型

将制动过程中摩擦生热等效为瞬时移动面热源加载于摩擦面上, 制动器热流输入密度为:

式中:μ为摩擦系数;r为摩擦接触半径;ω为角速度;p为接触压力。输入到摩擦片和对偶制动盘热流密度为qp和qd, 热流密度分配系数γ定义为[4]:

2.4.2 对流散热模型

在制动盘的温升过程中, 对流换热系数hc不是一个定值, 而是随着制动盘的转速和温度变化而变化。制动盘在制动过程中的对流散热, 属于受迫对流散热, 其对流换热系数随转速线性变化[6]。

当Re≤2.4×105时, 按照层流公式计算, 即

当Re>2.4×105时, 按照紊流公式计算, 即

式中:ka为空气的导热系数;D为制动盘的外径;Re为雷诺数, 定义为:

其中:ω为制动盘角速度;ρa为空气密度;Lc为制动盘特征长度;ua为空气粘度。

由于摩擦片是装在制动钳内, 其表面对流换热系数可按有限空间的自然对流换热系数计算, 其对流换热系数为h=5.3W/m2·℃。

2.5 位移及载荷边界条件

约束摩擦片外表面r, θ方向的位移自由度, 约束惯性飞轮和制动盘旋转中心除绕z轴旋转以外的所有自由度。汽车以100km/h初速度紧急制动, 那么对惯性飞轮旋转中心施加初始角速度ω0=V0/R=87.63s-1;摩擦片外表面施加3.45MPa的制动压力;系统初始温度设为25℃。

2.6 热—机耦合分析

制动时在制动盘表面上形成旋转移动的面热源, 作为输入的摩擦热流产生对制动盘周期性的热冲击, 形成不均匀的温度场。制动盘在非均匀温度场作用下会引起不均匀的应力场和应变场变化, 热变形的差异将直接影响接触状态和接触压力, 接触状态和接触压力的改变反过来又会影响制动盘的热变形和热流输入密度, 因此制动过程中温度场和应力场是完全耦合的。

3 结果及分析

3.1 制动盘的温度场和应力耦合场分布

在考虑摩擦情况下, 对制动过程进行模拟, 得到制动时间为3.7s, 制动盘一共旋转了25.8圈。由模拟结果得知, 制动时间1.0s时, 制动盘的温度分布和应力分布是相当不均匀的, 高温度和高应力区主要分布在制动盘表面摩擦环附近。

选取制动盘剖面上的一些节点, 如图2, 研究各节点的温度和应力随时间变化的情况, 可知同一节点处的温度与等效应力都是交变的, 呈周期性变化, 且在制动中期波动最大, 初期和末期波动较小, 如图3。

在制动过程中, 摩擦片在制动盘表面上滑动形成移动热源, 在摩擦表面上的节点在摩擦接触范围内受到热流输入, 温度升高, 离开摩擦接触范围后, 热流输入停止, 由于对流换热的影响, 温度降低, 这种移动热源和对流换热的交替作用, 以致图3中的温度变化曲线呈锯齿形状, 升温和降温交替进行, 在制动初期, 由于转速高, 输入的热流强度大, 各点温升变化很快;在制动中期, 随着转速不断降低, 输入热流强度也不断减小, 故各点温升变化变慢;而到了制动后期, 盘的热传导和对流换热的作用大于输入热流的作用, 温度开始逐渐下降。

按照热流输入公式 (3) , 半径越大, 热流输入强度就大, 温度值就越高, 因此, 节点2、3、7的温度最高, 但外侧节点1与内侧节点6所处位置在摩擦区域外, 所以温度较低, 而节点1略高与节点6, 节点4、5的半径较小, 因此温度略低, 各节点的温度差异还与接触压力和对流散热条件有关。

摩擦区域温度的间歇性改变, 形成制动盘的间歇性改变的热应力, 因此产生的等效应力变化曲线与温度变化曲线类似, 在摩擦接触区域的中心位置, 节点7的震荡幅值最大, 沿中心往两侧, 震荡的幅值逐渐减弱, 其波动的次数与温度波动次数相一致, 见图4。

从温度和应力变化曲线波动的由快变慢也反应出制动盘转速逐步降低的特性。由此可见, 制动盘转动过程中形成的时变的移动热载荷是制动盘温度场和应力场周期性波动的主要原因。

3.2 制动盘的热变形

制动盘翘曲是指制动盘在制动过程中失去平面度, 制动盘工作面整体向同一方向变形, 呈圆锥化。翘曲也是制动过程中热—机耦合的一种体现。

制动盘盘面和盘毂处存在较大的温度梯度, 在其内部会产生很大的热应力, 不均匀分布的热应力是制动盘向内侧翘曲的主要原因。

图5为不同时刻制动盘表面各节点轴向位移沿径向分布曲线, 可以看出, 摩擦表面在热应力的作用下发生轻微的弯曲, 整个摩擦面变形呈鼓形, 且弯曲的程度在制动过程中不断增大;制动盘外径处的轴向位移大于内径处的轴向位移。

选取节点7, 计算其在不同时刻沿周向的轴向位移量, 分析得知, 制动盘的轴向位移沿周向也不是均匀分布的, 呈波浪状;轴向位移在制动过程中是不断增大的, 摩擦接触区由于受到接触压力的作用, 其轴向位移要小于非摩擦接触区的轴向位移。

制动过程中制动盘产生的热变形, 除了发生翘曲之外, 制动盘的厚度也会发生变化。取制动盘摩擦半径处内外侧表面的节点7、8的轴向位移作差就可得到制动盘的厚度变化量。分析计算结果表明, 制动过程中制动盘的厚度是被压缩的, 且压缩量在制动过程中不断增大。摩擦接触区厚度要小于非接触区的厚度, 这是因为摩擦接触区的热应力要大于非接触区的热应力。

3.3 制动时的热抖动

制动过程中随着制动盘温度的升高, 会引起制动盘的热膨胀和变形, 各处的温度差异所产生的热膨胀与热变形也不同, 温度导致制动盘变形并影响接触区域, 在受热的情况下, 制动盘与制动摩擦片接触面积会产生变化, 引起制动盘局部应力过大, 从而影响到制动盘的摩擦系数的变化, 厚度的变化, 制动压力的波动, 等效半径的变化, 这些都会导致制动抖动。

制动盘的热变形导致的接触状态和接触压力的变化, 使制动力作用点方向和位置发生变化, 从而产生制动热抖动。热抖动时由于制动时制动盘温度的急剧变化使得制动系统发生的自激振动, 其抖动频率与车轮的转速成正比。

对制动盘表面节点进行仿真计算, 输出各节点的轴向加速度时间历程曲线, 可分析得出制动过程中各节点的轴向加速度也是在不断波动的, 制动初期波动较快, 后期波动很慢, 在制动时间前1.5s之内, 轴向振动很快, 是热抖动发生的主要时间段。

通过分析制动盘的角速度变化可知, 制动过程基本上是匀减速运动, 但角速度在匀减速过程中有所波动。

为了分析制动盘的温度、应力、位移、加速度等变化曲线的频率波动变化特性, 对温度、应力、位移、加速度等曲线进行时频分析, 估计其变化的瞬时频率。由于温度、应力、位移变化曲线均为非平稳信号, 可以采用短时傅里叶变换, 假定在一个短时间间隔内是平稳的, 通过近似进行整周期采样, 把等时间间隔采样看成等角度间隔采样, 从而计算出时变信号的局部段落的弦波成份的频率与相位[7]。

对各个节点的位移、加速度、温度、等效应力的时间历程曲线进行非平稳信号的时频分析得到如图6的结果。由图6可以看出温度、应力和轴向位移的波动频率与制动盘的转动频率呈较明显的一阶关系;加速度与外力作用直接相关, 制动盘两侧表面分别受到摩擦片的接触压力的作用, 相当于有两个轴向外力源, 故轴向加速度波动频率与转动频率呈较明显的二阶关系。因此, 制动盘每旋转一周, 温度、应力和轴向位移均波动1次, 轴向加速度波动2次。热抖动产生的激励频率与车轮转速频率相同, 频率主要为8～14Hz, 对应的车速范围为60～100km/h。

4 结论

(1) 制动过程中形成的温度场和应力场是相互耦合的, 温度场和应力场的波动频率与制动盘的转动频率相一致的, 制动盘转动过程中形成的时变的移动热载荷和对流换热的共同作用是制动盘温度场和应力场波动的主要原因。

(2) 在不均匀的热应力的作用下, 会导致制动盘产生向盘毂内侧翘曲和厚度变化的热变形。

(3) 制动盘的热变形还影响接触状态和接触压力, 导致制动力作用点方向和位置发生变化, 从而引起制动热抖动现象。

参考文献

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盘式制动器壳缸体加工的液压夹具篇7

现有一种定位精确、操作方便的用于盘式制动器壳缸体加工的液压夹具。包括底座, 底座上设有用于和工件上的对应孔插配定位的销定位机构, 销定位机构包括竖直滑动插配于底座上的对应穿孔中的两个以上的定位销和用于驱动定位销的销驱动装置, 所述的至少一个定位销上开设有气孔并于对应气孔中装有气密检测元件。

2 实施方案

(1) 一种用于盘式制动器壳缸体加工的液压夹具, 包括底座, 底座上设有用于对工件的对应表面支撑、压紧的支撑部件和液压夹紧部件, 其特征在于, 底座上还设有用于和工件上的对应孔插配定位的销定位机构, 销定位机构包括竖直滑动插配于底座上的对应穿孔中的两个以上的定位销和用于驱动定位销的销驱动装置, 销驱动装置包括转动装配在底座上的定位销操作手柄以及传动连接于定位销与定位销操作手柄之间的定位销连杆机构, 至少一个定位销上开设有气孔并于对应气孔中装有气密检测元件。

(2) 定位销为菱形定位销或圆柱销。

(3) 支撑部件包括固定于底座上的用于对工件向上限位支撑的垫块和用于在水平方向上对工件侧面限位支撑的辅助定位板。

(4) 液压夹紧部件包括在竖直方向上用于对工件对应表面向下限位压紧的液压压板机构, 所述液压压板机构是由转动装配在底座上的压板以及与压板传动连接的液压缸构成, 压板的转动轴线沿水平方向延伸。

(5) 液压夹紧部件包括在竖直方向上用于对工件对应表面向下限位压紧的液压旋转压板机构, 液压旋转压板机构是由转动装配在底座上的旋转压板及与压板传动连接的液压缸构成, 旋转压板的转动轴沿竖直方向延伸。

3 成果

液压夹具采用销定位机构对工件定位, 采用液压夹紧方式压紧工件, 并且利用销定位机构上的气密检测元件对制动器壳体的内孔表面与销外圆表面的接触配合进行自动的气密封检测, 可保证工件在夹具上的定位精度, 使本实用新型整体上满足数控中心加工的自动化加工的需求, 如图1, 图2。

图示结构名称:底座1, 定位销操作手柄2, 液压压板机构3, 垫块4, 辅助定位板5, 菱形定位销6, 液压旋转压板机构7, 圆柱销8, 气密检测元件9, 定位销连杆机构10。

4 作用

盘式制动器壳缸体加工的液压夹具创新, 改变了现有技术中的制动器壳缸体的繁琐工序, 提高了加工效率低、加工精度差、劳动强度较大, 为现有的生产工艺及其夹具不能满足盘式制动器壳缸体的生产提供了方便。

参考文献

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[2]李映君.新型轴用并联压电式六维大力传感器的研究[D].大连理工大学, 2010.